【毕业设计论文】牛头刨床机械设计课程设计-设计计算说明书【有对应的CAD图】

订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 设 计 计 算 说 明 书 设 计 题 目：牛 头 刨 床 2 目 录 1 设计题目 .3 1.1 工作原理 3 1.2 设计要求 3 1.3 设计内容 3 2 设计计算过程 .3 2.1 传动方案的拟定与分析 3 2 . 2 选择电动机 .4 2 . 3 机械系统运动和动力参数计算 .5 2 . 4 带传动的设计计算 6 2 . 5 高速级斜齿轮传动的设计计算 8 2 . 6 低速级斜齿轮传动的设计计算 11 2 . 7 三轴的设计计算及校核 .16 2.8 滚动轴承的选择计算 20 2.9 键联接的选择及验算 25 2.10 联轴器的选择 27 2.11 箱体设计 27 2.12 润滑方式和密封装置的选择 27 3 设计小结 . 28 3.1 课程设计的体会 28 3.2 设计的优缺点 28 3.3 设计的改进意见 28 4 参考文献 . 28 3 设 计 计 算 说 明 书 主 要 设 计 计 算 过 程 主要结果 1 设计题目 1.1 工作原理 牛头刨床是一种靠刀具的往复直线运动及工作台的间歇运动来完成工件平面切削 加工的机床。电动机经过减速传动装置（V 带和齿轮传动）驱动执行机构（导杆机构和 凸轮机构）完成刨刀的往复运动和间歇移动。 1.2 设计要求 （1）电动机轴与输出曲柄轴平行,允许曲柄转速偏差为5%; （2）使用寿命 10 年，每日一班制工作; （3）载荷有轻微冲击; （4）执行机构的传动效率按 W =0.95 计算； （5）要求传动系统有过载保护； （6）按小批量生产规模设计； （7）已知工作机工作的最大功率 max P=3.1kW。 1.3 设计内容 （1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图； （2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算； （3）传动系统中的传动零件设计计算； （4）绘制减速器装配图草图和装配图各 1 张（A0）; （5）绘制减速器箱体零件图 1 张（A1） 、齿轮及轴的零件图各 1 张（A2） 。 2 设计计算过程 2.1 传动方案的拟定与分析 （1 ）方案 1： （2 ）方案 2 ： 图 1 图 2 4 （3 ）两种方案的比较与选择。 选择方案 1 。 理由如下： a . 方案 2 中齿轮啮合力及带传动拉力在轴承 1 上分担较重， 方案 1 中齿轮啮合力在 轴承 2 上分担重于轴承 1 ，两轴承上的载荷接近，结构合理； b . 方案 2 中带传动拉力会使轴弯曲，带轮距小齿轮距离近，造成齿轮传动沿齿宽方 向载荷分布不均匀，方案 1 中带轮与小齿轮距离远，对齿轮传动影响小，结构合理。 2 . 2 选择电动机 （1 ）选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用 Y 系列一般用途的三相异步电动机 （2 ）选择电动机的容量 工作机所需功率： kWkWPP WW 26 . 3 95 . 0 /1 . 3/ max = 传动装置总效率： 23 grcb = 由机械设计课程设计第十章表 1 0 - 1 查得各部分效率如下： V带传动效率95 . 0 = b ，齿轮（8级精度）效率97. 0= g ，一对滚动轴承效率 98. 0= r ，万向联轴器效率98 . 0 = c ； 824 . 0 97 . 0 98 . 0 98 . 0 95 . 0 23 = 所需电机功率： kWkWPP wn 96 . 3 824 . 0 /26 . 3 /= 查 Y 系列电动机技术数据，选电动机额定功率 ed P为 4 k W 的 Y 1 1 2 M - 4 电动机。 ( 3 ) 确定电动机转速 电机转速可选范围 min/1800800min/)128() 32(50rriinn gbwd = 可选同步转速 1 5 0 0 r / m i n 和 1 0 0 0 r / m i n 。选用同步转速 1 0 0 0 r / m i n 的电动机，查表 1 0 - 2 额定功率为 ed P为 4 k W 的 Y 1 3 2 M 1 - 6 电动机, 其满载转速min/960rnm=。 查表 10- 3 得电动机技术数据和主要尺寸如下表： 型号 额定功率 ed P/ k W 满载转速 )min/( 1 rnm 同步转速 )min/( 1 rn 电动机 中心高 H/mm 外伸轴直径 和长度 D/mm E/mm Y132M1- 6 4 960 1000 132 3880 工作机功率 kWPW26 . 3 = 总效率 824. 0= kWPn96 . 3 = ed P= 4 k W min/960rnm= 5 2 . 3 机械系统运动和动力参数计算 （1 ）计算传动装置总传动比和分配各级传动比 a . 传动装置总传动比 2 . 1950/960/= wm nni b . 分配传动装置各级传动比 21i i iiii bgb =，取带传动传动比5 . 2= b i 68 . 7 5 . 2/ 2 . 19/ 21 = b iiii 令 21 3 . 1 ii =，代入上式求得： 高速级传动比160. 3 1 =i，低速级传动比431. 2 2 =i。 （2 ）计算传动装置的运动和动力参数 a . 各轴转速 1 轴转速 min/3845 . 2/960/ 1 rinn bm = 2 轴转速 min/52.121160. 3/384/ 112 rinn= 3 轴转速 min/99.49431 . 2 /52.121/ 223 rinn= b . 各轴功率 1 轴功率 kWPP bn 76 . 3 95 . 0 96 . 3 1 = 2 轴功率 kWPP gr 57. 397. 098. 076. 3 12 = 3 轴功率 kWPP gr 39. 397. 098. 057. 3 23 = c.各轴转矩 电机轴 mmNmmNnPT mn =393901050/26. 39550/9550 3 0 1 轴 mmNmmNnPT=9351010384/76 . 3 9550/9550 3 111 2 轴 mmNmmNnPT=28056010 5 . 121/57 . 3 9550/9550 3 222 3 轴 mmNmmNnPT=6476201099.49/39. 39550/9550 3 333 工作机轴mmNmmNnPT ww =62206601050/26. 39550/9550 3 总传动比 2 .19=i 高速级传动比 160. 3 1 =i 低速级传动比 431. 2 2 =i min/384 1 rn = min/52.121 2 rn = min/99.49 3 rn = kWP76. 3 1 = kWP57. 3 2 = kWP39 . 3 3 = mmNT= 39390 0 mmNT=93510 1 mmNT=280560 2 mmNT= 647620 3 mmNT= 622660 6 计算结果如下表： 轴 名 参数 电动机轴 1 轴 2 轴 3 轴 工作机轴 转速 )min/( 1 rn 960= m n 384 1 =n 52.121 2 =n 99.49 3 =n 50= w n 功率 P / k W 96 . 3 = n P 76. 3 1 =P 57. 3 2 =P 39 . 3 3 =P 26 . 3 = w P 转矩 T / N m m 39390 0 =T 93510 1 =T 280560 2= T 647620 3= T 622660=T 传动比 i 2 . 5 3 . 1 6 2 . 4 3 1 效率 0 . 9 5 0 . 9 6 0 0 . 9 6 0 0 . 9 7 2 . 4 带传动的设计计算 1 确定设计功率 d P 由机械设计表 5- 6 查 A K=1.1 kWkWPKP nAd 36 . 4 96 . 3 1 . 1= 2 选择 V 带型号 由图 5- 7 取用 A 型 V 带。 3 选择带轮 1 D、 2 D 由表 5- 7，查取 A 型带轮mmD75 min =，应使 min1 DD ，小带轮转速较低，选 mmD110 1 =。 验算带速 v sm D v n /53. 5 100060 96011014. 3 100060 = = = 带速在 525m/s 之间， 1 D选择合适。 mmiDD2751105 . 2 12 = 参考表 5- 8 给出的带轮直径系列，取mmD280 2 =。 转速误差 %5018. 0 275 275280 =+，故轴承 1 压紧，轴承 2 放松 NFFF Asa 1186 21 =+=,NFF sa 675 22 = (3) 计算动载荷 对于轴承 1 e F F r a =05. 1 1125 1186 1 1 NNFYFXfP arp 2517)11866 . 111254 . 0(2. 1)( 11111 =+=+= 对于轴承 2 e F F r a ，该对轴承的最短寿命为 yearyear P C n L r h 352 8300 1 ) 817. 2 2 .54 ( 47.37660 10 )( 60 10 3 10 6 11 6 10 = = yearL h 10 10 ，故该对轴承寿命足够。 2 二轴轴承的选择计算 (1)选择轴承类型和型号 选择圆锥滚子轴承 30207。 查机械设计课程设计表 13- 4，30207 轴承的kNCr2 .54=，kNC r 5 . 63 0 =， e=0.37,Y=1.6 轴承寿命 yearL h 352 10 = 寿命足够 选择圆锥滚子轴承 30207 kNCr2 .54= kNC r 5 . 63 0 = 22 （2） 计算轴承的径向载荷。 计算外力： 圆周力 NN d T Ft6177 776.91 28345022 3 2 1 = = NN d T Ft2579 789.219 28345022 4 2 2 = = 径向力 NNFF n tr 2343 339116cos 20tan 6177 cos tan 1 = = NNFF n tr 980 339116cos 20tan 2579 cos tan 2 = = 轴向力 NNFF tA 1809339116tan6177tan 11 = = NNFF tA 772339116tan2579tan 2 2 = = 水平面支反力 )()( 321323211 LLFLFLLLF ttH +=+ N LLL LFLLF F tt H 3590 )( 321 32321 1 = + + = NFFFF tHtH 8 2112 = 垂直方向支反力 0)()( 21323213211 =+ AARRV MMLFLLFLLLF N LLL LFMMLLF F RAAR V 1975 )( 321 3221321 1 = + + = 合成支反力 NFFF HVr 409735901975 22 2 2 2 11 =+=+= NFFF HVr 61281612 22 2 2 2 22 =+=+= (2) 计算轴承的轴向载荷 N Y F F r s 1280 6 . 12 4097 2 1 1 = = e=0.37 Y=1.6 23 N Y F F r s 191 6 . 12 612 2 2 2 = = NFFF AAA 10377721809 21 = 因为 12 12281037191 sAs FNFF，该对轴承的最短寿命为 yearyear P C n L r h 171 8300 1 ) 916. 4 2 .54 ( 28.12060 10 )( 60 10 3 10 6 12 6 10 = = yearL h 10 10 ，故该对轴承寿命足够。 3 三轴轴承的选择计算 (1)选择轴承类型和型号 选择圆锥滚子轴承 30212。 查机械设计课程设计表 13- 4，30212 轴承的kNCr102=，kNC r 130 0 =， e=0.4,Y=1.5 （2） 计算轴承的径向载荷。 计算轴上外力： 轴承寿命 yearL h 171 10 = 寿命足够 选择圆锥滚子轴承 30212 kNCr102= kNC r 130 0 = 24 圆周力 NN d T Ft5919 823.218 64762022 3 = = 径向力 NNFF n tr 2245 339116cos 20tan 5919 cos tan = = 轴向力 NNFF ta 1733339116tan5919tan= = （3）求支反力 水平面 )( 2121 LLFLF Ht += NN LL LF F t H 4127 2 .1502 .65 2 .655919 21 2 1 = + = + = NNNFFF HtH 179241275919 12 = 垂直面支反力 mmNmmN dF M a a =189610823.2181733 2 1 2 2211 )(LFMLLF raV =+ NN LL MLF F ar V 685 2 .1502 .65 1896102 .1502245 21 2 1 = + = + = NNNFFF VrV12 = 合成支反力 NFFF HVr 41834127685 22 2 1 2 11 =+=+= NFFF HVr 237617921560 22 2 2 2 22 =+=+= (2) 计算轴承的轴向载荷 N Y F F r s 1394 5 . 12 4183 2 1 1 = = N Y F F r s 714 5 . 12 2142 2 2 2 = = 因为 21 312617331394 sAs FNFF=+=+，故轴承 1 放松，轴承 2 压紧 NFF sa 1394 11 =，NFFF Asa 3126 12 =+= e=0.4 Y=1.5 25 (3) 计算当量动载荷 对于轴承 1 e F F r a =31. 1 2326 3127 2 2 NFYFXfP arp 6769)31276 . 123764 . 0(2 . 1)( 22222 =+=+= （4）计算轴承寿命 因为 21 PP ，故该对轴承寿命足够。 2.9 键联接的选择及验算 1 二轴大齿轮键联接强度计算 二轴大齿轮周向定位采用 A 型普通平键联接，由机械设计课程设计表 12- 1 查 得平键截面mmmmmmLhb50812=。 键联接的强度计算： 根据平键联接的挤压强度条件 pp kld T 102 3 = k=0.5h=0.5 8mm=4mm,l=L- b=50mm- 12mm=38mm,d=40mm, 由 表 4- 1 查 得 ， MPa p 120= pp MPaMPa93 40384 1045.2832 3 1 = = 所以平键联接的强度足够。 2 二轴小齿轮键联接强度计算 二轴小齿轮周向定位采用 A 型普通平键联接，由机械设计课程设计表 12- 1 查 得平键截面mmmmmmLhb80812=。 yearL h 1175 10 = 轴承寿命足够 A型普通平键联接 平键截面 mmmmmm Lhb 50812= MPa p 93 1 = 安全 A 型普通平键联接 平键截面 mmmmmm Lhb 80812= 26 键联接的强度计算： 根据平键联接的挤压强度条件 pp kld T 102 3 = k=0.5h=0.5 8mm=4mm,l=L- b=80mm- 12mm=68mm,d=44mm, 由 表 4- 1 查 得 ， MPa p 120= pp MPaMPa47 44684 1045.2832 3 2 = = 所以平键联接的强度足够。 3 三轴齿轮键联接强度计算 三轴齿轮周向定位采用 A 型普通平键联接，由机械设计课程设计表 12- 1 查得 平键截面mmmmmmLhb701118=。 键联接的强度计算： 根据平键联接的挤压强度条件 pp kld T 102 3 = k=0.5h=0.511mm=5.5mm,l=L- b=70mm- 12mm=52mm,d=64mm, 由表 4- 1 查得， MPa p 120= pp MPaMPa71 64525 . 5 1066.6482 3 3 = = 所以平键联接的强度足够。 4 三轴联轴器键联接强度计算 三轴联轴器周向定位采用 A 型普通平键联接，由机械设计课程设计表 12- 1 查 得平键截面mmmmmmLhb701118=。 键联接的强度计算： 根据平键联接的挤压强度条件 pp kld T 102 3 = k=0.5h=0.511mm=5.5mm,l=L- b=70mm- 12mm=52mm,d=48mm。 选择钢作为联轴器材料，由表 4- 1 查得，MPa p 120=。 pp MPaMPa94 48525 . 5 1066.6482 3 4 = = 所以平键联接的强度足够。 MPa p 47 2 = 安全 A 型普通平键联接 平键截面 mmmmmm Lhb 701118= MPa p 71 3 = 安全 A 型普通平键联接 平键截面 mmmmmm Lhb 701118= MPa p 94 4 = 安全 27 2.10 联轴器的选择 根 据 轴 的 计 算 转 矩mNmNTKT Aca =214.77366.6223 . 1 3 ， 转 速 min/91.49 3 rn =和三轴的最小直径，从机械设计课程设计表 16- 2 查得，采用弹 性柱销联轴器20035014/ 11248 8448 4 TGB YA JA HL,其公称转矩mNTn=1250， 许用 转速min/4000rn =。 由于 nca TT， 3 nn 可知联轴器满足要求。 2.11 箱体设计 箱体铸造而成，设计成剖分式，由箱盖和箱座组成。总体外形尺寸 622mm 290mm299mm。箱座外形尺寸 622mm290mm163mm，箱盖外形尺寸 622mm 288mm136mm。壁厚 8mm，加强筋厚 8mm，吊耳厚 8mm，铸造圆角 R35。 附件包括通气塞（1 个） 、检查孔盖（1 个） 、吊耳、凸缘式轴承盖（6 个） 、油标 尺（1 个） 、外六角螺塞（1 个） 。 2.12 润滑方式和密封装置的选择 轴承润滑方式选择计算: 高